资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共24页)
编号：122377351
类型：共享资源
大小：3.97MB
格式：ZIP
上传时间：2021-04-19
上传人：221589****qq.com
认证信息
个人认证
李**（实名认证）
湖南
IP属地：湖南
40
积分
- 关 键 词：
-
机轴
失效
分析
优化
设计
- 资源描述：
-
电机轴的失效分析和优化设计,机轴,失效,分析,优化,设计
- 内容简介：
-
主轴、肋板、焊缝零件图图 3 装配图图 4 节点受力图及放大图图片 图5 单元受力图（横向）及放大图图片 图6 单元受力图（侧向）及放大图图片图7 优化后的肋板零件图 图8 图9 单元受力情况图图 10 应力分布图图11 应力分布图毕业设计(论文)课题名称 电机轴的失效分析和优化设计 专业名称 机械机械设计制造及其自动化 所在班级 学生姓名 学生学号 指导老师 完 成 日 期： 2006年5月20日摘 要电动机的工作原理是建立在电磁感应定律、全电流定律、电路定律和电磁力定律等基础上的。三相交流异步电动机转子转动的原理，当磁极沿顺时针方向旋转，磁极的磁力线切割转子导条，导条中就感应出电动势。电动势的方向由右手定则来确定。因为运动是相对的，假如磁极不动，转子导条沿逆时针方向旋转，则导条中同样也能感应出电动势来。在电动势的作用下，闭合的导条中就产生电流。该电流与旋转磁极的磁场相互作用，而使转子导条受到电磁力F，电磁力的方向可用左手定则确定。由电磁力进而产生电磁转矩，转子就转动起来。本文通过对电机轴化学成分、宏观、微观及力学性能等方面的一系列实验，分析出该轴的断裂原因，在此基础上，利用PRO/E软件对电机轴进行了较全面的有限元分析及优化设计，不但验证了实验分析的正确性，而且提出了合理的改进方案。关键词 失效分析，断裂，有限元，PRO/E，电机轴目 录前 言.1第1章 失效分析.311 失效（分析）的概念.31.2 失效（分析）的发展.31.3 失效分析的目的.41.4 失效（断裂）分析的方法.51.5 失效分析的思路.61.6 失效分析的程序.7第 2 章 电动机输出轴的断裂分析.102.1 宏观分析.102.2性能检查.112.3 电机轴的性能检查.11第 3 章 输出轴的有限元分析及优化设计.153.1 PRO/E建模.153.2 ANSYS分析.173.3电机轴的优化设计.19 结束语.22附录1 参考文献.23前 言随着科技的突非猛进系统和设备日益复杂，功能不断提高，机械零件的不可靠和不安全因素增多，导致故障的原因也增多，因而对故障的分析研究工作亦越来越受到世界各国的关注。工业的发展、技术的进步正是人们不断与产品失效做斗争的结果，这在航空和航天事业的发展史中表现尤为突出。因为即使航天飞机这么先进的运载工具也可能发生故障，如美国的价值12亿美元的“挑战者”号航天飞机，在1986年1月28号第11次升空时突然爆炸，使7名宇航员遇难，这一惨痛悲剧再次告戒人们忽视产品失效问题将带来灾难性的恶果。任何一次失效都可以看成是产品在服役条案件下所做的一次最真实做可靠的学实验的结果；通过失效分析判断失效模式，找出失效的原因和影响因素，也就找到了薄弱环节所在，从而改进有关部门的工作。提高产品质量。失效分析是可靠性工程的技术基础之一；是安全工程的重要技术保障之一；是维修工程的理论基础和指导依据；可产生巨大的经济效益和社会效益。电动机是把电能转换成机械能的设备。在机械、冶金、石油、煤炭、化学、航空、交通、农业以及其他各种工业中，电动机被广泛地应用着。随着工业自动化程度不断提高，需要采用各种各样的控制电机作为自动化系统的元件，人造卫星的自动控制系统中，电机也是不可缺少的。此外在国防、文教、医疗及日常生活中(现代化的家电工业中)电动机也愈来愈广泛地应用起多以齿轮传动、蜗杆传动为主，而轴是电动机中不可缺少的重要零件之一,也是最常见的失效零件。 为此，我们对电动机输出轴的断裂原因进行了比较系统的分析：轴的宏、微观分析和结构分析，了解该轴的应力分布情况，找出应力集中部位，分析该类轴断裂的原因。在此基础上充分利用PRO/E技术进行进一步的应力分析,以验证宏、微观分析结果,再利用PRO/E技术进行轴的优化设计,达到改进轴的目的。使减速器的工作性能达到最优。这样既能保证设备的正常使用，提高工厂的经济效益，有很高的实用价值，而且为轴失效问题的分析可提供有效的参考资料。Pro/ENGINEE是1985年美国波士顿PTC公司开发出来的参数化建模软件，目前已经成为三维建模软件的领头羊。目前已经发布了Pro/ENGINEER WILDFIRE 3.O。它包括了在工业设计和机械设计等方面的多项功能，还包括对大型装配体的管理、功能仿真、制造、产品数据管理等等。而且Pro/ENGINEER还提供了目前所能达到的最全面、集成最紧密的产品开发环境，本文所进行轴的结构分析就是基于Pro/ENGINEER这一软件。第1章 失效(断裂)分析1.1 失效（分析）的概念失效，按照国家标准GB3187-82可靠性基本词术语及定义，就是：“产品丧失规定的功能，对可恢复产品通常也称故障”。为了研究失效的原因，确定失效的模式或机理，并采取补救或预防措施以防止失效再度发生的技术活动与管理活动，叫做“失效分析”。失效分析是按一定的思路和方法判断失效性质、分析失效原因、研究失效事故处理方法和预防措施的技术活动及管理活动。美国金属手册认为,机械产品的零件或部件处于下列三种状态之一时,就可定义为失效:当它完全不能工作时;仍然可以工作,但已不能令人满意地实现预期的功能时;受到严重损伤不能可靠而安全地继续使用,必须立即从产品或装备拆下来进行修理或更换时。 机械产品及零部件常见的失效类型包括变形失效、损伤失效和断裂失效三大类。本论文所研究的就是断裂失效。1.2 失效（分析）的发展早在远古时代，人们对产品失效就有了宏观认识。产品失效真正给人类带来严重的危害，则是从100多年前的工业革命开始的。当蒸汽机动力和大机器生产给人类社会带来巨大进步的同时，产品失效也给人类带来了前所未有的灾难性事故。因而1862年，英国建立了世界上第一个蒸汽锅炉监察局，把失效分析作为法律仲裁事故和提高产品质量的技术手段。随后，在工业化国家中，对失效产品进行分析的各种机构相继出现。在1938-1945年间，美国质量管理学会发起“失效废品检验规划”，号召生产企业把失效分析作为重要环节纳入质量管理系统。在四十年代末和五十年代初，为解决电子产品失效问题而发展起来的可靠性理论使失效分析进入到一个新的阶段。到六十年代，人们更开始了机械设备系统可靠性理论的研究。近年来，失效物理和失效分析在这种认识推动下，也得到了很大的重视和发展。失效分析推动科学技术进步，促进国民经济健康发展，提高机械产品质量，在国民经济中有重要作用和意义。1.3 失效分析的目的失效分析预测预防的总任务就是不断降低产品或装备的失效率,提高可靠性,防止重大失效事故的发生,促进经济高速持续稳定发展。从系统工程的观点来看,失效分析的具体任务可归纳为:失效性质的判断;失效原因的分析;采取措施,提高材料或产品的失效抗力。产品或装备失效分析的目的不仅在于失效性质的判断和失效原因的明确,而更重要的还在于为积极预防重复失效找到有效的途径。通过失效分析,找到造成产品或装备失效的真正原因,从而建立结构设计、材料选择与使用、加工制造、装配调整、使用与保养方面主要的失效抗力指标与措施,特别是确定这种失效抗力指标随材料成分、组织和状态变化的规律,运用金属学、材料强度学、工程力学等方面的研究成果,提出增强失效抗力的改进措施。既能得到提高产品或装备承载能力和使用寿命,又可做到充分发挥产品或装备的使用潜力,使材尽其用,这是产品或装备失效分析、预测预防研究的重要目的与内容 材料科学的兴起、先进测试技术的应用以及近代物理、化学等的全面发展，使得人们能够从微观方面阐明产品失效的本质、规律和原因。近半个世纪所积累的失效分析知识与技术千百倍于人类前期有关知识的总和。但这种知识必然随着人类生产实践和科技进步而不断发展。虽然由于科技的发展，产品在设计、生产、使用与维修上的技术改进，使得产品的自动化程度愈高、技术愈密集，一旦出现失效，造成的损失就愈严重。因此失效分析将随着科技的高速发展显得更为重要。1.4 失效（断裂）分析的方法失效分析是一门涉及系统分析、系统安全、产品设计、材料力学、断裂力学、断裂物理、断口学、材料学、测试技术、金属学、金属工艺、强度计算、产品质量全面管理等众多领域的综合学科，它包括三个方面： 1事前故障的预测技术，如可靠度计算、故障率评价和可靠性分析法（故障树分析FTA，故障模式和影响分析FMEA，事件树分析ETA）； 2事中故障诊断技术（应力定量化技术、故障检测及故障征兆诊断技术、设备或系统强度、故障性能定量化技术及劣化定量化技术等）； 3事后失效分析（寿命预测技术、故障机理、失效模式的测定技术、失效评定的标准、维修技术等）。 上述事后分析也既是失效分析或故障分析，是指事故或鼓掌发生后的检测和分析，以便找到失效的部位、原因和机理；掌握产品的改进线索或修复方法，防止问题重复发生。近年来，失效分析工作还注意了反馈与发展，在工况与质量上做了不少工作，从事前分析、事后预防发展到事中监控。1.5 失效分析的思路失效分析及失效的防止好比医生治病,正确的诊断、配合对症下药才能将病治好,这是紧密联系的两个方面。其基本思路是:1.具体服役条件下的零部件进行具体分析,从中找出主要的失效形式及主要失效抗力指标。2.用金属学、材料强度学和断裂物理、化学、力学的研究成果,深入分析各种失效现象的本质,以主要失效抗力指标与材料成分、组织、状态的关系,提出改进措施。3.据“不同服役条件要求材料强度和塑性、韧性的合理配合”这一规律,分析研究失效零部件现行的选材、用材技术条件是否合理,是否受旧的传统学术观念束缚。在失效分析中常遇到一些“合法而不合理”的技术条件规定,如果把它当成金科玉律,则会犯分析上的错误,对防止零部件失效不利。4.用局部复合强化,克服零部件上的薄弱环节,争取达到材料的等强度设计。5.进行失效分析和提出防止失效的措施时,还应做到几个结合:（1）材料、工艺相结合,即对形状、尺寸、材料、成型加工和强化工艺统一考虑（2）结构强度(力学计算、实验应力分析)与材料强度相结合,试棒试验与实际零部件台架模拟试验相结合;(3)客观规律与微观机理相结合,宏观断口和微观断口分析相结合,宏观与显微、亚显微组织分析相结合;(4)实验室规律性试验研究与生产试验相结合。1.6 失效分析的程序进行失效分析,对于具体零部件要具体对待,不能企求有统一的方法。在整个失效分析过程中,应重点抓住以下几个环节:1. 收集失效件的背景数据除了解失效零部件在机器中的部位和作用、材料牌号、处理状态等基本情况外,应着重收集下面两方面的资料:(1) 失效件全部制造工艺历史。从取得有关图纸和技术标准开始,了解冶炼、铸造、压力加工、切削加工、热处理、化学热处理、抛光、磨削、各种表面强化和表面处理及装配、润滑情况;(2) 失效件的服役条件及服役历史。除了解载荷性质、加载次序、应力状态、环境介质、工作温度外,应特别注意环境细节和异常工况,如突发超载、温度变化、温度梯度和偶然与腐蚀介质的接触等。 2. 失效零部件及全部碎片的外观检查在进行任何清洗之前都应经过彻底的外观检查,用摄相等方法详细做好记录。重点检查内容为:(1) 观察整个零部件的变形情况,看是否有镦粗、下陷、内孔扩大、弯曲、颈缩等;(2) 观察零部件表面冷热加工质量,如有无过烧、折叠、斑疤等热加工缺陷,有无刀痕、刮伤等机加工缺陷,有无冷热加工造成的裂纹;(3) 观察断裂部位是否在键槽、油孔、尖角、加工深刀痕、凹坑等应力集中处;(4) 观察零部件表面有无氧化、腐蚀、气蚀、咬蚀、磨损、龟裂、麻点或其它损伤;(5) 观察相邻零部件或配偶件的情况;(6) 观察零部件表面有无附着物。3. 试验室检验在检验前,对试验项目和顺序、取样部位、取样方法、试样数量等均应全面、周密地考虑。一般采用的分析手段有下列各项:(1) 化学分析目的是鉴定零部件用材料是否符合原定要求,有无用错材料或成分出格,必要时可分析微量元素或进行微区成分分析。当表面有腐蚀产物时,也应分析腐蚀产物成分;(2) 宏观(低倍)分析主要用于检查原材料或零部件质量,揭示各种宏观缺陷;(3) 断口分析对于断裂失效零部件,断口分析是最重要的一环。断口形貌真实地反映了断裂过程中材料抵抗外力的能力,记录了对材料断裂起决定作用的主裂缝所留下的痕迹。通过对断口形貌特征的分析,不仅可以得到有关零部件使用条件和失效特点的资料,还可以了解断口附近材料的性质和状况,进而可以判明断裂源、裂纹扩展方向和断裂顺序,确定断裂的性质,从而找出断裂的主要原因。断口分析先用肉眼或低倍实体显微镜和立体显微镜从各个角度来观察断口表面的纹理和特征,然后用电子显微镜(特别是扫描电镜)对有代表性的部位进行深入观察,以了解断口的微观特征;(4) 微观组织分析即用金相显微镜、电子显微镜鉴定失效分析的显微组织,观察非金属夹杂物,分析组织对性能的影响,检查铸、锻、焊和热处理等工艺是否恰当,从而由材料的内在因素分析导致失效的原因;(5) 力学性能试验在必要时可以进行某些项目的力学性能试验,包括断裂韧性试验,以校验该零部件的实际性能是否符合技术要求;(6) 其它检测项目如用X射线衍射仪进行定性(如相)或定量(如残余奥氏体含量)分析,对受力复杂的零部件进行实验应力分析等等。4. 判定失效原因进行上述环节后,把所得的资料进行综合分析,搞清失效的过程和规律,这是失效分析的重要环节。断裂失效原因的分析过程见图2.1。一般要从影响零部件失效的结构设计因素、材料因素、工艺因素、装配因素和服役条件因素中进行全面分析,真正找到导致该零部件早期失效的主导因素。重大的失效分析项目,在初步确定失效原因后,还应及时进行重现性试验(模拟试验),以验证初步结论的可靠性。图1.1 断裂失效原因分析思路5. 分析结果的反馈积极的失效分析,其目的不仅在于失效性质和原因的分析判断,更重要的是反馈到生产实践中去。也就是从失效分析的结论中获得反馈信息,据以确定提高失效抗力的途径(形成反馈试验方案),并通过试验选择出最佳改进措施。反馈的结果可能是改进设计结构、材料、工艺、现场操作规程,也可能是综合改进。对于轴等机械零部件,应着重于在结构设计、材料选择和制造工艺方面的反馈,特别是结构、材料、工艺上的综合反馈,例如在某些情况下,通过改进零部件的形状、尺寸来提高其失效抗力较之改进材料和工艺更为有效。而当设计结构的改进受到限制时,零部件的应力水平、应力分布和应力状态又要求制造零部件的材料和工艺与之相适应(例如几何形状复杂、应力状态较硬的零部件,要求材料有足够的塑韧性;带有尖锐缺口的零部件,要求材料有较低的缺口敏感度等等)。由此可见,在提高零部件的失效抗力时,零部件的结构设计与材料、工艺是相互渗透,相互依赖的。第 2 章 电动机输出轴的断裂分析电动机输出轴简图2.1 宏观分析由作用在肋板上的拉力、轴两端的拉力、轴颈处的重力引起，这些应力随运行过程不断发生变化，一旦过载、突然启动和制动、多次重载荷冲击，减速器轴的某些局部位置可能发生低周大应变疲劳开裂和扭转过载塑性断裂。断轴情况主要发生在负荷侧，如轴承支承处、有明显的刀痕处、肋板与主轴的结合处、轴肩处及有槽的地方。电机轴在设计和工艺上经常有槽、阶梯过渡处和轴肩等结构，如果槽结构不合理或不均匀、过渡圆角太小、轴径变化较大等，电机轴在交变应力的作用下，这些部位的应力分布会极不均匀，在应力特别高的部位逐步形成微观裂纹且逐渐扩展，导致突然脆性断裂。这是减速器轴断裂最常见的原因。另一方面，电机轴的非配合面在加工时经常被忽视，轴表面和轴肩过渡圆角处常留有刀痕，表面粗糙度过大，这样会引起状态系数降低，使轴的抗疲劳能力降低而引起折断。2.2 性能检查齿轮轴的宏观检查 要研究零件的失效问题，首要问题就是对零件进行宏观检查，断口的宏观分析是断裂件失效分析的基础，查找断裂源区是宏观分析的最重要环节。我们对断轴进行了实地考察，电机轴断口，断面灰且较亮，粗晶区很大，在一侧边缘人字纹隐约可辩，极似最后撕裂的少量痕迹，纤维区和剪切唇很不明显，没有腐蚀的痕迹，断源在上放，贝纹量甚少且不明显，属“结晶状”断口。再综合径向观察，断裂处不是出现在连接处，而是前面的一小段距离的地方，观察发现，断裂处原始就有一圈深度为1mm圆弧沟。有此可知：此断口属脆性断口，起始于离拐轴连接处大概1m的圆弧沟槽。2.3 电机轴的性能检查在此同时，我们从该轴的设计图纸得到：该轴应采用30Cr Mo材料，要求该轴表面的硬度HRC3843（HBC280320），采用整体调质工艺。我们对断裂电机轴原件进行检验和实际调查，发现该轴实际生产时与设计有较大的出入，采用35CrMo材料，而采用30CrMo整体调质。我们对材质进行了化学成分、机械性能等方面进行了检验，并列表与设计中采用的材质进行了对比，具体情况如下表2.1-2.3所示。 表 2.1 材料化学成分 (%) 成分材料CMnSiCrMo30CrMo（设计）0.260.340.400.700.170.370.170.370.320.4035CrMo（实物）0.320.400.400.700.200.400.801.100.150.35表2.2 材料的机械性能 项 材 目料力 学 性 能抗拉强度b（MPa）屈服点s（MPa）伸长率s（%）断面收缩率（%）冲击韧度k（J/cm2）30CrMo（设计）93078512508035CrMo（实物）980835124580由上表可知:设计中该轴采用30CrMo材料，但该轴生产时实际采用35Cr Mo材料，采用30Cr Mo整体调质。通过轴的能谱分析，实际材质基本合格，但在加工和热处理后是否满足设计要求有待研究。2.3.1 电动机的微观分析在对某厂60因疲劳断裂的电机轴进行金相组织分析中，从图1 轴心部位金相组织 75 图2 轴表层金相组织 75轴心部位金相组织（图1所示）和轴表层金相组织（图2所示）照片分析表明，该轴形成了沿圆周分布的环状裂纹，在循环的交变应力作用下，该部位形成连续的沿周向分布的环状裂纹，进而裂纹区扩大，最后整个轴断裂，造成事故，2.3.2 小结1由该轴材质的材料化学成分分析报告表明合格。2由该轴材料的机械性能结果可知，材料的机械性能合格。3由断轴的金相分析结果得出，该轴材料的金相组织合格。4由扫描电镜可看出，试件内部存在解理断裂和沿晶断裂,说明选材不当, 此自卸车上拐轴的材料为30CrMo,不能用35CrMo材料(30CrMo整体调质)代替，实际中采用30CrMo淬火工艺使该处的缺陷成为了裂纹源，因而发生脆性断裂破坏，这也就是拐轴断裂的主要原因之一，原因如下:（1） 由于该大型轴的阶梯截面部位的较大几何形状因素，使工件局部截面冷却速度急剧变化，截面小的部位在淬火时先发生马氏体转变，随后截面粗的部位发生马氏体转变时，体积膨胀，在截面粗细交界处产生了较大的应力集中，因而在大型轴阶梯截面部位出现淬火裂纹。35Cr Mo钢对裂纹十分敏感，在外力作用下发生低应力断裂。（2） 该大型轴属于淬不透的大型轴，在其阶梯截面部位内部有冶金缺陷（白点、夹杂、疏松、缩孔残余等），这些缺陷破坏了工件的连续性，在淬火应力作用下这些缺陷成为产生裂纹的起源点。在产生裂纹的工件中发现有白点，这是由于在残余应力作用下，氢含量过高并向应力集中处扩散，产生氢脆开裂。这主要是由于淬火操作不当或回火不及时致使工件中存在过大的残余应力所致。（3） 35CrMo是中淬透性钢，淬火加高温回火处理能获得优良机械性能的回火索氏体组织。该钢材的淬透性比较好，应采用较慢的冷却速度淬火，一般用油淬，以避免出现热处理缺陷（35CrMo调质工艺 850 860油淬、540回火；30CrMo调质工艺 860 870水淬、540回火）。由于该轴采用35Cr Mo钢，而采用了30CrMo整体调质工艺，使该轴冷却速度较大，再加上该轴截面急剧变化部位温差较大，产生较大的热应力。注：冷却介质的冷却能力越大，材料的冷却速度越大，越容易超过该材料的临界淬火温度，则工件越容易淬硬，淬硬层的深度越深，但是，冷却速度过大将产生巨大的淬火应力，易于使工件产生变形或开裂。水的冷却特性很不理想，在需要快冷650 400区间，其冷却速度很小，不超过200/s。而在需要慢冷的马氏体转变温度区，其冷却速度又很大，在340最大冷却速度高达775/s，很容易造成淬火工件的变形或开裂。水温升高，高温区冷却速度显著下降，而低温区的冷却速度仍然很高，适用于尺寸不大、形状简单的碳钢淬火。其次，由于蒸汽膜阶段会延长很长，随着淬火水温的升高，助长了蒸汽膜的停留时间，使阶段延长，造成硬度不变。油的主要优点是在低温区的冷却速度比水小很多，从而可大大降低淬火工件的组织应力，减少工件变形或开裂的倾向。 第 3 章 输出轴的有限元分析及优化设计有限元分析采用的软件为ANSYS9.0，它是融结构、热、流体、电磁、声学于一体的大型通用CAE软件，它由总部位于美国宾夕法尼亚州匹兹堡ANSYS公司开发，于1970年由John Swanson博士创建而成的，广泛应用于机械制造、石油化工、轻工、造船、航空航天、汽车交通、电子、土木工程、水利、铁道、日用家电、生物医学等众工业领域及科学研究。本文所做的内容是关于轴断裂失效问题，发生断裂失效的轴件中有80%属疲劳断裂，疲劳断裂的原因主要是应力集中，应力集中往往又出现在轴结构中轴径变化大的地方（如越程槽、卸载槽等、阶梯过渡处和轴肩），所以很有必要对轴结构（特别是轴径变化大的部位）进行应力分析。为此，我们利用ANSYS软件对实际轴和图纸上的设计轴进行应力、位移情况进行比较和研究，能较合理的分析出断轴的原因，并在此经常上再利用ANSYS软件提出合理的改进意见，这不但能保证设备的正常使用，提高工厂的经济效益，而且可提供一套较完整的关于轴的有限元失效分析及优化设计的相关参考，具有很高的实用价值。通过对断轴的实际几何尺寸的测绘，我们得到以下电机轴的结构如图3.1所示，电机轴的结构主要由若干块（6-8）肋板焊接在主轴上组合而成，硅片和线圈绕在肋板上，利用磁场产生电流来工作。在电机的工作中，肋板和轴的结合处由于电磁力的周期作用出现了较大的应力集中，加上轴的常规设计和一般的工艺缺陷，会产生了疲劳裂纹，最终导致了零件的断裂失效。3.1 PRO/E建模利用Pro-E软件，作出阶梯轴零件图，如下图3.2-3.4所示。在PRO/E建模中，由于要进行有限元分析，为减少小尺寸的影响，一些不重要的倒角、倒角可以省略，此外，减速器轴的实际受力过程是不断运动的，为便于分析起见，在受力等效的原则下，通过施加约束转化为一个静力分析模型。图 3.2 主轴零件图的建模图 3.3 肋板的建模图 3.4 焊缝的建模图 3.5 电机轴的建模3.2 ANSYS分析3.2.1 网格划分本文采用ANSYS9.0，将Pro/E中电机轴的建模调入其中进行网格的划分。在有限元的划分上，采用了ANSYS的SOLID45 单元来划分网格，利用分层和多次剖切的方法，将全轴用映射网格划分，在划分网格时特意将轴肩处划的较密，这样既采用了形态较好的六面体网格，又使网格疏密有致，保证了较高的计算精度。划分的结果如下图3.6所示。3.2.2 加载求解施加载荷的大小是以材料的屈服强度为依据，取试件的屈服强度计算值的80%为施加的载荷，具体的计算如下：N = sA80%N：施加的载荷；s ：材料的抗拉强度； A：试件的横截面积。35CrMo的抗拉强度s = 835MPa解得：N=90吨，即在加载面积上的应施加的F=90吨。3.2.3 查看求解结果3.2.3.1 应力分布 图3.7是几何模型的应力分布图，表达了该轴的应力分布情况及最大应力的位置和数值。从图中我们更清楚的看出轴节点的应力最大位置在圆圈中MX处即拐轴的连接处，最大值为-0.74681E7兆帕。a） 节点受力图及放大图图片 b） 单元受力图（横向）及放大图图片 C） 单元受力图（侧向）及放大图图片从应力最集中处可以看到与实际断裂处一致，说明计算结果与实际情况基本相符。基本上可以认为肋板与轴的结合处的形状转折过大，容易造成应力集中。因此应该选择过渡曲线平滑的形状，并焊透以抵抗抵抗应力的强度。 3.3 电机轴的优化设计仍然采用ANSYS软件进行轴的优化设计，并对所做的优化结构进行分析验证，达到减少应力集中，提高零件及设备的使用寿命。3.3.1 建立目标函数经过对实际轴和设计轴的分析，可以应力最大主要是发生在轴端连接处，在保证其它的基本尺寸不变的情况下，对连接处的结构进行优化，用有限元的方法在加载和约束等条件不变的情况下，对它进行分析，达到减小最大应力，消除应力集中，符合工况要求。 3.3.2 改进后轴结构在轴端连接处用R25的圆弧光滑过渡，如下图3.10-3.11所示，并且在加工过程中不能出现圆弧沟等加工刀痕，消除由于加工的原因而增加断裂的因素。图3.10 优化后的肋板零件图图3.11 改进之后的装配图3.3.3 改进模型的有限元分析按以上同样的约束条件,同样的加载大小和方式,通过ANSYS软件处理,得到以下结果(图3.12应力分布)。 a） 单元受力情况图 b） 应力分布图图3.12 改进模型的应力分布图 从图3.12中看出,轴的结构进行改进以后，在应力分布最大处，应力过渡平稳，用新的零件将应力最大值从-0.74681E7 降低到 -0.48453E6 符合使用应力。可以看出在优化之后应力集中的状况有了非常大的改善。所以优化设计是成功的。3.3.4 小结在上述两种情况的比较中可以看出，最大应力均发生在轴肩附近，说明该处有严重的应力集中，是断裂最先发生区，这与两断轴均在该处断开、裂纹扩展连线最长这一现象是一致的。结论通过电机轴材料的宏观、微观、断口、力学性能、有限元分析及优化设计等方面的研究得出以下结论：1结论（1） 由断轴材料化学成分分析报告、机械性能结果及金相实验报告表明，该材质的成分和机械性能合格，整个断口新鲜，无氧化和腐蚀现象，没有塑性变形痕迹，说明裂纹从产生到断裂是有较短的时间内完成的，可断定该轴裂纹为典型的脆性断裂特征。（2）选材中采用35CrMo（30CrMo整体调质）代替了设计中的30CrMo材料，使轴根部在采用30CrMo淬火工艺中出现缺陷成为了裂纹源，这就是发生脆性断裂的主要原因之一。虽然35Cr Mo（30Cr Mo整体调质）在化学成分和机械性能方面基本达到要求，但在实际的制作上，以水淬代替了油淬，增大了轴冷却速度，加上淬火操作不当或回火不及时致使工件中存在过大的残余应力，在该轴截面急剧变化部位产生了较大的温差，引起较大的热应力。裂纹的产生主要是以下过程：起源点（阶梯截面部位的冶金缺陷）淬火裂纹氢脆开裂（氢含量过高）应力集中处 脆性断裂。（3） 轴结构上由于有一道半径约为1MM槽的存在使该位置变成了危险截面，即为轴断裂的地方。由该轴的应力和位移分布状态的力学分析报告中得知，应力和位移在此处最大，超过正常情况很多。（4）利用ANSYS有限元分析软件对轴的结构进行改进，在轴端连接处用R25的圆弧光滑过渡，结果表明，应力的最大值由原来的57.5MPa变化到24.4MP，应力集中在优化后减小了接近58%。此值与理论值21.2兆帕相差不大，结果可信，符合工况要求。结束语毕业设计是我第一次系统的、全面、独立地进行设计工作。在设计过程中，不但巩固了专业知识，加深了对知识的融会贯通，更为重要是是，培养了我严谨务实的工作作风，锻炼了我分析问题，解决问题的能力。这对我毕业后调整自我，尽快胜任工作将产生很大的作用。毕业设计是对我大学学习的一次综合考试。通过毕业设计，加深了我机械专业的理解，深刻体会到了工程技术人员这几个字的分量。通过毕业设计，我学到了很多东西：如何学习，如何合作，如何做人。通过毕业设计，也增强了我的自信心。我也相信能够胜任以后的工作岗位，在工作中学习，在学习中工作。毕业设计中的挫折和喜悦，经验与教训将会是我今后工作的一笔重要财富。感谢杨师的悉心指导。杨老师严谨治学，知识渊博，能够成为杨老师的学生是我荣幸!感谢各位老师的指点和宝贵意见！附录1 参考文献1 张栋.失效分析M. 北京:国防工业出版社2 孟昭蓉. 2000年世界航空安全形势回顾.专题报道3 张峥.失效分析程序J.理化检验-物理分册4 张栋.机械失效的实用分析北京:国防工业出版社5 Yueda.Analysis of tjermal elastic-plastic stress and strain during weldingJ.Trans.Japan Welding Soc,1971.2 (2 ):90-946 尹柏生.有限元分析系统的发展现状与展望EB/OL 7 张洪信.有限元基础理论与ANSYS应用M.机械工业出版社8 土大伦,赵德寅,郑伯芳.轴及紧固件的失效分析M.机械工业出版社9 王猛,刘吉普,杨湘洪.基于有限元的爪式联轴器失效分析与优化J.机械研究与应用10 张栋.机械失效的实用分析 北京:国防工业出版社11 J.A.Collins.Fai1ure of Materials in Mechanical Des ign-Analysis Prediction Prevetion.John Wiley & Sons. 1981:11512 美国金属学会.金属手册第八版 机械工业出版社 13 刘民治.钟明勋.失效分析的思路与诊断机械工业出版社14 张栋.机械失效的痕迹分析国防工业出版社15 郑文龙.金属构件断裂分析与防护上海科技出版社16 郭秀文，栗复信.金相技术问答国防工业出版社17 陈君才.金属构件的失效分析成都科技大学出版社18 龚曙光.ANSYS基础应用及范例解析M.机械工业出版社19 龚曙光.Ansys工程应用实例解析M.机械工业出版社20 梁清香.有限元与MARC实现M.机械工业出版社24Failure analysis of an elevator drive shaftA. Gksenli*, I.B. EryrekFaculty of Mechanical Engineering, Istanbul Technical University, Gmssuyu 34437, Taksim, Istanbul, Turkeya r t i c l ei n f oArticle history:Received 23 May 2008Accepted 25 May 2008Available online 11 June 2008Keywords:Drive shaftElevatorFailure analysisNotch effectFinite element methoda b s t r a c tIn this study failure analysis of an elevator drive shaft is analyzed in detail. Failure occurredat the keyway of the shaft. Microstructural, mechanical and chemical properties of theshaft are determined. After visual investigation of the fracture surface it is concluded thatfracture occurred due to torsional-bending fatigue. Fatigue crack has initiated at the key-way edge. Considering elevator and driving systems, forces and torques acting on the shaftare determined; stresses occurring at the failure surface are calculated. Stress analysis isalso carried out by using finite element method (FEM) and the results are compared withthe calculated values. Endurance limit and fatigue safety factor is calculated, fatigue cycleanalysis of the shaft is estimated. Reason for failure is investigated and concluded that frac-ture occurred due to faulty design or manufacturing of the keyway (low radius of curvatureat keyway corner, causing high notch effect). In conclusion effect of change in radius of cur-vature on stress distribution is explained by using FEM and precautions which have to betaken to prevent a similar failure is clarified.? 2008 Elsevier Ltd. All rights reserved.1. IntroductionThe elevator drive shaft investigated in this paper was in service for 30 years. Elevator drive system is mounted at thebottom of the building (Fig. 1). It is reported that no maintenance was applied on the shaft during operation life. The elevatoris used in a building consisting of eight floor and 16 apartments. The elevator has a four person (320 kg) capacity. Just beforethe accident, two persons were leaving the elevator and because of sudden fracture of the shaft, connection between pulleyand electric engine was broken, which lead the break system of the engine to fail. Due to the weight of balance weight, ele-vator lifted upwards with a huge speed. During the accident nobody was injured.2. Analysis of elevator drive systemDuring analysis of elevator drive system, it is concluded that torque, which is produced by an electric motor, is transmit-ted by a worm gear to the shaft. The electric engine, which produces 6.5 HP, is rotating 1500 rpm and reduction ratio of theworm gear is 28.6. The shaft rotates the pulley by a key. The four main ropes of the elevator are placed on the pulley and byrevolving in both direction of the drive shaft and pulley, the elevator moves up and down. Service speed of the elevator is0.6 m/s. The shaft is supported in three points in form of journal bearings (Fig. 2).1350-6307/$ - see front matter ? 2008 Elsevier Ltd. All rights reserved.doi:10.1016/j.engfailanal.2008.05.014* Corresponding author.E-mail addresses: goksenli.tr (A. Gksenli), eryurekb.tr (I.B. Eryrek).Engineering Failure Analysis 16 (2009) 10111019Contents lists available at ScienceDirectEngineering Failure Analysisjournal homepage: /locate/engfailanal3. Visual investigation of fracture surfaceAfter primary visual investigation it is revealed that fracture occurred at the keyway where the pulley is fasten at the shaft(Fig. 3).After analyzing fracture surface (Fig. 4), a typical torsional-bending fatigue fracture surface is detected 1. Fatigue cracksinitiated at the corners of the keyway and moved almost along the whole surface. The small area of brittle fracture surfaceindicates a low applied stress. Fatigue lines were detected only near to the brittle fracture region. This might be due to thefriction of two separated surfaces with each other, causing the formed fatigue lines to disappear.4. Properties of materialAs no information with respect to the chemical composition of the shaft material was available, the first task in the failureanalysis was the material identification. To determine shaft material, chemical, mechanical properties and microstructuralanalysis was carried out.Fig. 1. Elevator system inside the building.Fig. 2. Elevator drive system.1012A. Gksenli, I.B. Eryrek/Engineering Failure Analysis 16 (2009) 101110194.1. Chemical analysisThe chemical analysis of the shaft was carried out by atomic absorption spectroscopy and is reported in Table 1.4.2. MicrostructureThe microstructure of the shaft material was developed by etching, after diamond polishing, with 2% Nitral solution andwas observed under the microscope (Fig. 5). A ferriticpearlitic and fine grain structure can be clearly seen.4.3. Mechanical propertiesTensile and hardness tests were performed to determine the mechanical properties of the shaft which can be seen inTable 2.Considering mechanical, chemical and microstructural analyze results, shaft material is estimated as St52.0. Tensile, yield,elongation and hardness values are suitable for the catalogue values of St52.0 according DIN 1629 2.Fig. 3. Failed shaft.Fig. 4. Fracture surface.Table 1Chemical composition of the shaftC0.22Al0.012P0.031Si0.40Mn0.13S0.029A. Gksenli, I.B. Eryrek/Engineering Failure Analysis 16 (2009) 1011101910135. Stress analysisBy stress analysis, minimum and maximum normal and shear stress values occurring at the fracture surface during oper-ation is investigated. At first, forces and torques acting on the shaft are determined. By analyzing minimum stress value, onlythe weight of the empty cabin (420 kg) and balance weight (580 kg) is considered. In this case, reaction forces causes a bend-ing moment of 437.4 N m at the fracture surface resulting as normal stress value of 20.6 MPa. Shear forces, caused due to theloads of empty cabin, ropes and balance weights, forms a shear stress of 3.5 MPa. By analyzing maximum stress value, bal-ance weight, cabin weight with four persons inside (each person is 80 kg and the total weight of the cabin is 740 kg), torsionmoment and impact ratio is considered. In this case bending moment of 571 N m occurs at the fracture surface causing anormal stress value of 27 MPa. Shear stress value, due to shear force, is 4.7 MPa. The 6.5 HP electric engine rotates at1500 rot/min, conversion ratio of the worm gear is 28.6 and drive system efficiency (due to worm gear mechanism) is0.7. Considering these parameters, torsion moment is calculated as 887.7 N m. Total shear stress is calculated under thesecircumstances as 25.7 MPa.By visual examination it was determined that the transition from keyway ground to keyway side surface (corner) wasapproximately perpendicular and almost no radius of curvature (RC) was observed (Fig. 6).Theoretical, RC cannot be zero, it can only reach a value of 0.4 mm by fine milling cutter 3. Therefore by calculations RCis taken as 0.4 mm, causing an enormous high notch effect. The theoretical notch effect is analyzed in two states (using rel-evant tables 4); shear notch effect (aS) which is determined as 2.93 and bending notch effectaBis determined as 2.72. Fa-tigue notch factor (b) considering geometry and material of the shaft can be calculated as 4:b 1 a? 1 ?g1Fig. 5. Microstructure of the shaft material (?200).Table 2Mechanical properties of the shaftYield strength (MPa)Tensile strength (MPa)Rapture elongation (%)Hardness (BHN)33956918165Fig. 6. Failed shaft and fracture surface.1014A. Gksenli, I.B. Eryrek/Engineering Failure Analysis 16 (2009) 10111019wheregis notch sensitivity factor and its value is 0.85 4. Using Eq. (1) shear fatigue notch effect (bS) is calculated as 2.64and normal fatigue notch effect (bN) as 2.46. Impact ratio coefficient is taken as 1.2. Considering shear and normal stresses,impact ratio (q) and fatigue notch effects, equivalent stress (rEQ) is calculated using Shape Deformation Energy Hypothesis”5 asrEQffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffiffir?q? bN2 3 ?s?q? bS2q2The summarized results can be seen in Table 3.5.1. Fatigue strength analysisFatigue strength (endurance limitrE) of the shaft material was calculated as 6rE 0:5 ? UTS 0:5 ? 568 284 MPa3Considering size factor (kD) for 60 mm diameter as kD= 0.77 and surface factor (fine polished) kS= 0.95 6; the newendurance limitrIE?is calculated asrIErE? kS? kD 284 ? 0:77 ? 0:95 208 MPa4rIE 208 MPa. From our calculations done before we know that average stress value (rM) is not zero. To determine theeffect ofrMon endurance limit, we have to know or at least to estimaterM. To calculaterM, we have to consider the changeof stress value occurring at the fracture surface in time. But this is quite difficult. By our calculations done before we calcu-lated maximum and minimum stress values. Minimum stress value occurred at empty cabin and stationary position (veloc-ity is zero) and with no acceleration, maximum stress value by acceleration of the elevator and four persons (each person isassumed to be 80 kg) inside the cabin. But in real, number of persons transported inside the cabin is not always the maxi-mum transportation number of person (four). Therefore a Variable-amplitude stress” occurs at the fracture surface depend-ing on the number of persons inside the cabin (Fig. 7).Each minimum peak demonstrates the stress value at the fracture surface at the time the elevator is not moving and isempty, each maximum peak demonstrates the stress value occurring at the time of cruise of the elevator with person(s) in-side the cabin and considering acceleration.To calculate average stress value, we have to transform Variable-amplitude stress” into Constant-amplitude stress” byassuming that always maximum stress occurs at the fracture surface (always four persons are transported). According to thisassumption, change of stress value versus time can be seen in Fig. 8. In this case average stress value is 108 MPa.Considering average stress value, before calculated endurance limit is modified. By the analysis, criteria of Goodman 6 isregarded (Fig. 9) and modified endurance limitrIIE?is calculated asrIIErIE? 1 ?rM=UTS 208 ? 1 ? 108=569 1705Considering modified endurance limitrIIE?and equivalent stress (rEQ), fatigue safety factor (t) can be calculated astrIE=rEQ 170=162 1:0565.2. Fatigue life analysisFrom Eq. (6) can be seen that fatigue safety factor is quite very low (t= 1.05). For detailed fatigue life analysis, life cycle isestimated by following assumptions: The total elevator displacement inside the building is by eight floors approximately21 m. The building consists of 16 apartments. In half of the apartments there are two and other half there are three personsliving. Each person is using the elevator twice a day. The elevator has been used 340 days in a year and shaft is in operationfor 30 years. The diameter of the pulley is 400 mm and by each rotation the elevator is moving 1.257 m. Considering theseexplanations, total life of the shaft was approximately 6.8 ? 106cycles.For further fatigue analysis, stress-cycle (SN) curve of the shaft is estimated. To draw the SN curve of the shaft, accord-ing to Juvinall and Shigley 7,8, stress value (rF) where fatigue failure cycle at 103cycles occur, can be calculated asrF m ? UTS7Table 3Stress, force and torque values occurring at the fracture surface during operationNormal stress (MPa)Shear stress (MPa)Equivalent stress (MPa)Shear forceTorqueTotalMinimum50.69.29.254Maximum79.715.167.382.4162A. Gksenli, I.B. Eryrek/Engineering Failure Analysis 16 (2009) 101110191015where m = 0.9 for bending. The stress value at Nf= 103cycles according Eq. (7) is 512 MPa. The second point at the graphis the endurance limit value, which is 106cycles for steel. According to these explanations, estimated SN diagram can beseen in Fig. 10.By low stress values and high cycle fatigue, failures can occur between 106and 107cycles 9. Therefore estimating lifecycle value of 6.8 ? 106cycles for fatigue failure supports our thesis.Fig. 7. Stresstime graphic acting on the fracture surface depending on the number of persons inside the cabin (Variable-amplitude load).Fig. 8. Stresstime graphic acting on the fracture surface (Constant-amplitude load).Fig. 9. Determining modified endurance limit considering average stress value of 108 MPa (according to Goodman).1016A. Gksenli, I.B. Eryrek/Engineering Failure Analysis 16 (2009) 101110196. Finite element analysisTo examine stress distribution at the keyway and fracture surface, finite element method (FEM) was applied. By the anal-ysis ANSYS program was used. A precise geometrical model of the shaft was built up. Since the shaft is too long to be ana-lyzed completely as a three-dimensional object, only the keyway and fracture region was modeled in detail (Fig. 11).High stress regions, especially at the corner of the keyway can be clearly seen. The dominant effect of the raise in stressvalues is the low radius of curvature causing a high notch effect. The aim of stress analysis using FEM was to verify our stresscalculations done before. From Fig. 11 can be seen that stress values at the fracture surface were close to the calculated ones.7. DiscussionBy increasing radius of curvature (RC) value, stresses occurring at the keyway corner could be decreased effectively. Todetermine the effect of RC on stress distribution, finite element analysis is carried out. By this examination, RC-value wasincreased stepwise for visual analysis of decrease in stre
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号